立轴冲击破碎机动力箱落料腔的结构设计开题报告及设计一台加工直径最大范围是φ320的普通车床的主传动系统

课程设计说明书、运动设计：确定公比，拟定转速图、绘制传动系统图、计算齿轮齿数。2、动力设计：确定各传动件的计算转速、对主要零件进行计算。3、绘制图纸：主轴箱展开图1张（A1）。4、编制设计说明书。1.4机床设计的目的和要求:1、课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习和掌握机械系统设计的一般方法。2、培养学生收集、阅读、分析和运用资料的能力，以提高能够独立工作的综合素质能力。3、使学生初步掌握机床设计的步骤与方法，以提高结构设计和编辑技术文件的能力。4、使学生熟练掌握计算机辅助设计、主轴组件优化设计和主轴刚度的校核计算等，以提高运用现代设计方法的能力。机床的主参数和其他主要技术要求2.1数和基本参数主参数机床主参数系列通常是等比数列。普通车床和升降台铣床的主参数均采用公比为1.41的数列，该系列符合国际ISO标准中的优先系列。普通车床的主参数D的系列是：250、320、400、500、630、800、1000、1250mm。2）普通车床的基本参数a.刀架上最大工件回转直径（）由于刀架组件刚性一般较弱，为了提高生产效率，我国作为参数标准的值，基本上取,这样给设计留一定的余地，在刀架刚度允许的条件下能保证使用要求，可以取较大的值。所以查参考文献【一】（表2）得=160。b.主轴通孔直径d﹙﹚普通车床主轴通孔径主要用于棒料加工。在机床结构允许的条件下，通孔直径尽量取大些。参数标准规定了通孔直径d的最小值。所以由参考文献一（表2）d=36mm。c.主轴头号根据机床主参数值大小采用不同号数的主轴头（4～15号），号值数等于法兰直径的1/25.4而取其整数值。所以由参考文献【一】（表2）可知主轴头号取4.5d.装刀基面至主轴中心距离h()为了使用户，提高刀具的标准化程度，根据机械工业部成都工具研究所的刀具杆标准，规定了h=22。e.最大工件长度L（）最大工件长度L是指尾座在床身处于最后位置，尾座顶尖套退入尾座孔内时容纳的工件长度。为了有利组织生产，采用分段等差的长度数列。所以由参考文献【一】（表2）得L=900。2.2传动设计1）主轴极限的确定由课程设计任务书中给出的条件可知：=40r/min=1800r/min2）公比的确定主轴极限转速的确定后，根据机床的使用性能和结构要求，选择主轴转速数列的公比值，根据极限转速，按参考文献【一】中表2—1选出标准转速数列公比=1.41。3）主轴转速级数的确定按任务书要求Z=12按标准转速数列为40、56、80、115、160、225、315、450、625、890、1250、1800r/min4）主传动电动机功率的确定电动机的额定功率为：=（取k=1.0）所以，=主传动系统的拟定3.1传动比第一变速组（Ⅰ—Ⅱ），有三对齿轮组成，其传动比如下：=1=1/=0.71=1/=0.5第二变速组（Ⅱ—Ⅲ），有两对齿轮组成，其传动比如下：=1=1/=0.36第二变速组（Ⅲ—Ⅳ），有两对齿轮组成，其传动比如下：==1.99=0.253.2转速图的拟定①确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目该机床的变速范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电动机的转速降到主轴所需的转速，通常采用p=2或3，因此，，共需三个变速组。②确定不同传动副数的各变速组的排列顺序。根据“前多后少”的原则，选择的方案。③确定变速组的扩大顺序。根据“前密后疏”原则，选择的结构式。④验算变速组的变速范围。最后扩大组的变速范围，在允许的变速范围内。（最后扩大组的变速范围限制在）⑤机床转速图（见下图）：3.3分配各变速组的最小传动比主传动系统需要4根轴，再加上电动机轴。决定轴Ⅲ—Ⅳ的最小降速传动比主轴上的齿轮希望更大些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速比为=0.25。②其余变速组的最小传动比根据“前缓后急”的原则，轴Ⅱ—Ⅲ间最小变速取1/=0.36,轴I-II间最小变速组取1/=0.5。画出各变速组的传动比连线基本组的级比指数，第一扩大组的级比指数，第二扩大组级比指数。3.4齿轮齿数的确定为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类尽可能少一些。在同一变速组内一般都采用相同的模数，这是因为各齿轮副的速度变化不大，受力情况差别不大当各对齿轮模数相同时，且不采用变位齿轮的齿数和也必然相等。参考文献【一】表2-2中横行表示一对齿轮的齿数和，纵列表示一对齿轮的传动比，表中间的数值表示一对齿轮副的小齿轮齿数。当时，表示升速传动，所以小齿轮为从动轮。当时，表示降速传动，所以小齿轮为主动轮，这是要用传动比的倒数查表。查出小齿轮的齿数后，将齿数和减去小齿轮的齿数。表中空白格，表示没有合适的齿数采用查表法确定齿轮齿数：据参考文献【一】表2-2确定齿轮齿数如下：轴Ⅰ—Ⅱ轴Ⅱ--Ⅲ轴Ⅲ--Ⅳ轴各齿轮齿数Z1=36Z2=24Z3=30Z4=34Z5=18Z6=60Z7=18Z1`=36Z2`=48Z3`=42Z4`=34Z5`=62Z6`=30Z7`=723.5绘制传动系统图：齿轮传动设计4.1各速组齿轮的结构尺寸：第一变速组齿轮结构尺寸的计算：已知：电动机功率，V带效率为,轴承(对)效率为传递功率，主动轮转速n1=625r/min，最大传动比2，载荷平稳，单向回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：①材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下：小齿轮选用45号钢，调制处理，；大齿轮选用45号钢，正火处理，，硬质差40,在规定的30～50范围内。②选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于6，根据参考文献【二】中的表8-4，初选7级精度。③按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。载荷系数K：查参考文献【二】中表8-5，取K=1.2.转矩：==（）接触疲劳许用应力:由参考文献【二】的图8-12查得：950，850。接触疲劳寿命系数:由公式N=得查参考文献【二】的图8-11，得按一般可靠性要求，查参考文献【二】的表8-8，取=1.1,则计算小齿轮分度圆直径：查参考文献【二】中的表8-10，取Ψd=0.4=107.56mm取d1=108mm.计算圆周速度：因，故所取的7级精度合适。确定主要参数，计算主要几何尺寸齿数：，模数:m=d/z=3分度圆直径：d1=mxz=3x36=108d2=mxz=3x36=1084）中心距:a=(d1+d2)/2=108mm5)齿根圆直径：=3x(36-2-0.25x2)=100.5mmdf2=m(Z2-2h-2c)=3x(36-2-0.5)=100.5mm7）齿宽：b=0.3xd1=31.6经处理后取b2=30，取b1也为30mm.④按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献【二】的式（8-5）得出，若则校核合格。齿形系数：查参考文献【二】的表8-6得：，应力修正系数:查参考文献【二】的表8-7得：，许用弯曲应力：由参考文献【二】的图8-8查得，由参考文献【二】的表8-8查得由参考文献【二】的图8-9查得,由参考文献【二】的式8-5可得：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。4.2各组齿轮结构尺寸列表由于余下的齿轮计算方法都一样，不再重复叙述了，经计算列出各齿轮结构尺寸，如下表所示：齿轮Z1=36Z1`=36Z2=30Z2`=42Z3=24Z3`=48Z4=34Z4`=34Z5=18Z5`=50Z6=30Z6`=60Z7=18Z7`=72模数3333333分度圆直径1089072102549054108126144102150180216中心距108108108102102135135齿宽3030303030353530303030303535带传动设计已知：电动机功率，转速，传动比i=2.3，每天工作16小时。1、确定计算功率和选择带型号（1）确定计算功率由参考文献【二】的表10-4得：Ka=1.3由参考文献【二】中式（10-10）得：Pc=KaXp=1.3x4=5.2kw(2)选择带型号由文献【二】的图10-9得：选用A型V带2、确定带轮基准直径，并验算带速确定带轮基准直径由文献【二】的图10-9得，推荐的小带轮基准直径为80～100，并按文献【二】中表10-6，考虑带轮直径大对带的工作寿命有利，取=100。则d2=ixd1=2.3x100=230mm根据文献【二】的表10-6取标准值d2=250mm（2）验算带速在范围内，合适。3、确定带长和中心距初定中心距根据题意取a=700mm确定V带的基准长度由文献【二】中公式（10-12）得Ld0=2a0+#/2(d1+d2)+(d1-d2)x(d1-d2)/4a0=1626.8mm根据文献【二】的表10-2取Ld=2000mm确定实际中心距根据文献【二】中公式（10-13）得a=a0+(Ld-Ld0)/2=886.8mm中心距变动范围为862mm—935.6mm验算小带轮包角由文献【二】中式（10-14）得，合适。4、确定V带的根数由文献【二】中表10-7查取，；从文献【二】中表10-5查取，查表10-2取；由文献【二】中式（10-15）得参照文献【二】中表10-3，取。5、计算V带的预拉力和轴向压力（1）单根V带的初拉力由文献【二】中表10-1查得，由式（10-16）得计算V带作用在轴上的压力由文献【二】中式（10-17）得轴的设计在主轴箱的设计中，Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴为光轴，不作特殊要求，这里仅对主轴进行设计和校核。（1）选择主轴的材料由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴，由文献【二】中的表11-1和表11-3所以选用调质处理，硬度，，，。（2）按扭矩初算轴的直径，齿轮效率，轴承效率，根据文献【二】中式（11-2），并查表11-2，取C=100，则考虑有键槽并且是空心轴故取d=65mm.（3）轴的结构设计Ⅰ段：d1=60mmⅡ段：d2=64mmⅢ段：采用圆锥滚子轴承结构，d=60mmⅣ段：考虑轴肩取d4=80mm；轴的总长。（4）验算轴的疲劳强度画出轴的受力简图（a）已知小齿轮，，T=9550000x P`/n=757000(n·m)求圆周力，径向力画水平面的弯矩图（b）轴承支反力，水平面弯矩画垂直平面弯矩图（C）轴承支反力，垂直面弯矩画合成弯矩图（d）画转矩图（e）画当量弯矩图（f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取，截面C处的当量弯矩校核危险截面C的强度，该轴强度足够。轴承的选择1.Ⅰ轴：一轴的前后端与箱体外壁配合，配合处传动轴的轴径是30mm，同时一轴也不会承受轴向力故也选用深沟球轴承，型号：6206。2.Ⅱ轴：轴径:30mm,采用深沟球轴承，型号：6206。3.Ⅲ轴：轴径:35mm,采用深沟球轴承,型号：6207。4.主轴：主轴是传动系统之中最为关键的部分，因此应该合理的选择轴承。末端轴径:80mm，从主轴末端到前端依次选择轴承为角接触球轴承，型号：7216c轴径:60mm,角接触球轴承，型号：7212c。箱体的结构设计8.1箱体材料箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。8.2箱体结构1、箱体结构设计要点根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承和联轴器。箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚25mm箱盖壁厚12mm箱盖凸缘厚27箱座凸缘厚27箱座底凸缘厚45地脚螺钉数目6轴承旁凸台半径外箱壁至轴承端面距离铸造过渡尺寸X见“一般标准”中的“铸造过渡斜度”齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖、箱座肋厚2、铸造工艺性要求为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工艺性。3、加工工艺性对结构的要求由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。4、装配工艺对结构的要求为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。润滑与密封9.1机床润滑普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。飞溅润滑要求贱油件的圆周速度为0.6～8米/秒，贱油件浸油深为10～20毫米（不大于2～3倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。进油量的大小和方向回油要保证畅通，进油方向要注意角接触轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标，一边及时检查润滑系统工作情况。放油孔应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。防止或减少机床漏油箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙1～1.5毫米。主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为3～5毫米。9.2润滑油的选择润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前